轮轨激励下高速列车齿轮箱箱体振动特性分析研究

轮轨激励下高速列车齿轮箱箱体振动特性分析研究
杨广雪;李广全;刘志明;王文静
【摘要】齿轮箱装置作为高速动车组牵引系统的重要传动设备,在运用过程中承受来自于轮轨激励的冲击作用.为探索高速列车齿轮箱箱体在轮轨激励下的振动特性,在武广客运专线对箱体进行线路试验,获得箱体在新轮和磨耗轮2种状态下的振动特性,并通过加速度幅值谱和定义等效加速度幅值的方法对比分析振动信号.试验结果表明,箱体在列车磨耗轮状态下的加速度振动幅值要低于新轮状态,其中横向、垂向振动幅值分别降低50％和67％,一定程度的磨耗改善该型箱体的振动特性;应用等效加速度幅值法获取箱体不同部位之间的振动关系,数据分析结果验证该方法的有效性和适用性.该研究对确保高速列车传动系统运用安全和箱体新型结构的设计提供参考.%Gearbox device,as the important transmission equipment of the traction system of high-speed electric multiple unit (EMU),suffers the impact mainly from the wheel-rail excitation.In order to study the vibration characteristics of gearbox housing of a high-speed train under the wheel-rail excitation,a running test on gear box housing was carried out at Wuhan-Guangzhou passenger dedicated line.The vibration characteristics of the housing system were obtained under new wheel and the worn wheel scenarios.The vibration signals were analyzed with the acceleration amplitude spectrum and the method of defining equivalent acceleration amplitude.The results show that the acceleration vibration amplitude of the gearbox housing under the state of worn wheels is lower than that under the new wheels,where the horizontal and vertical vibration amplitudes were re duced by 50％ and 67％ respectively.A certain degree
of wear has improved vibration characteristics of the gearbox.The equivalent acceleration amplitude method was used to obtain the vibration relationship between different parts of gearbox.Data analysis verified the validity and applicability of this method.This study is helpful to ensure the operational safety of the transmission system of high speed train and provides a reference for the design of the new housing.
【期刊名称】《铁道学报》
【年(卷),期】2017(039)011
【总页数】7页(P46-52)
【关键词】齿轮箱;轮轨激励;振动特性;振动幅值;高速列车
【作者】杨广雪;李广全;刘志明;王文静
【作者单位】北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京 100044;北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京 100044;北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京 100044;北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京 100044
【正文语种】中文
【中图分类】U270.332
高速铁路由于具有速度高、运能大、能耗低、污染轻、占地少和安全性能高等诸多技术经济优势，受到了世界各国的普遍重视。

高速列车运营速度的不断提高，导致车载结构件的振动也随之增加，这不仅影响列车的舒适性，且给列车的正常运营带来巨大的安全隐患，特别是对高速列车的传动系统具有较大的影响。

齿轮箱结构作
为高速列车驱动系统的重要设备，经常处于高速重载的工作环境中，其疲劳性能直接影响高速列车运营安全性［1］。

自2012年起，某客车厂生产的高速列车首次
发生齿轮箱体疲劳失效以来，到目前为止，箱体累计出现疲劳失效故障多达100
余起。

齿轮箱的振动特性分析研究，对确保列车的正常运营及新型箱体设计具有重要意义。

齿轮箱装置的一端通过轴承安装于车轴上，另一端通过C型支架或吊杆结构与构
架相连［2］。

箱体作为高速列车驱动牵引系统的承载体，在高速列车运行过程中：一方面要承受因轨道不平顺性带来的轮轨激励及异步电机固有的谐波转矩［3］；另一方面，要承受由齿轮啮合刚度的周期变化而引起的内部动态激励，该激励将通过齿轮副经轴承传递到齿轮箱箱体。

对于齿轮箱动态特性的分析，Kahraman［4-8］等国内外学者做了一些分析研究，但这些研究成果主要在传统的机械领域，对铁道车辆振动分析的研究并不多。

高速列车齿轮箱在承受传统机械振动的同时，主要承受强大的轮轨冲击。

文献［9］基于武广线的测试数据对高速动车组振动特性及频率分布规律进行了深入分析研究，研究表明列车在高速运营时的轮轨激励主振频率位于1000 Hz以下，主要分布区段为400～600 Hz；文献［10］对内外激励下高速列车齿轮箱箱体动态响应进行了仿真分析，分析了异步电机的谐波转矩频率和齿轮的啮合频率，但未对轮轨激励下齿轮箱体的振动特性做深入的研究。

由于车辆和线路的差异，每个国家对于列车齿轮箱承受的轮轨激励载荷并没有做出明确的规定，传统齿轮箱疲劳强度校核一般基于单一的外部载荷［11］，很难反映出高
速列车运行时齿轮箱的振动失效问题。

本文通过线路实测数据对轮轨激励作用下箱体的振动特性进行分析，考虑了新轮和磨耗轮的影响，随机选取高速段的振动响应信号及其频率特性，采用实验室自主研发的数据处理软件对振动响应进行编谱分析；探究了齿轮箱箱体不同部位的振动传递关系；分析齿轮箱系统的约束模态，约束模态频率远离轮轨激励的主振频率可有效避免因共振导致的箱体失效。

1 随机振动方程及轮轨激励
由机械振动理论分析可知［12］，机械系统受外部激励时的数理微分方程为
式中：M、C、K分别为振动系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；x为系统响应；F为系统所受外部激励；β为动力系数；γ为频率比；δ为阻尼比。

当外部激励频率接近结构的固有频率时，结构会发生共振。

当结构较为复杂时，M、C、K等系统参数很难直接获得，因此对于复杂结构的机械振动系统，其输入输出系统［13］为
式中：H（ω）是以圆频率ω为自变量的频率响应函数，该函数可由有限元谐响应分析或扫频试验获得。

列车承受的轮轨激励有轨道随机激励、车轮缺陷激励、轨道特殊部位激励等类型，对高速列车激励分析如下：
（1）轨道随机激励。

该激励是引起车辆系统振动的主要因素，其中轨道不平顺性是引起高速列车振动和影响高速列车乘坐舒适性及运营安全性的主要原因。

（2）车轮缺陷激励。

列车在运行过程中，因车轮偏心、踏面擦伤、车轮扁疤及异常磨损等因素而增加轮轨冲击作用和系统振动频率，从而影响高速动车组的运行安全性。

（3）轨道特殊区段激励。

高速列车在通过轨道的某些特殊区段，如桥路过渡段、轨道变坡点、道岔时，将会激起车辆系统频率更高、幅值更大的冲击振动。

这种振动易诱发构架蛇形失稳，不仅影响高速列车的运行安全，还会经过悬挂系统传递至车体，影响列车乘坐舒适性。

2 测点布置及数值处理
2.1 测试传感器布置
齿轮箱作为高速动车组车辆传递扭矩、驱动车辆行进的关键部件，在运用中主要承受来自轮轨激扰产生的振动载荷。

为探索高速列车在线路运行时齿轮箱箱体的振动特性，在武广线进行线路试验。

在轮对轴箱位置和齿轮箱体上布置多个加速度传感器，每个加速度传感器均测试纵向、横向和垂向三向振动，本文应用的加速度传感器测点布置，见图1。

其中：测点A位于箱体与轴承座连接部位，视该测点处的
振动信号为箱体所受轮轨激励的振动输入信号；测点B位于注油孔区域，该区域
容易发生疲劳失效，此处的振动信号可有效地反映箱体在轮轨激励作用下的振动特点。

图1 箱体测点布置示意图
2.2 数值处理方法
线路实测数据需通过数值处理来获取信号的有效信息并得到箱体的振动特性。

为此，对实测信号进行去除零漂、异常噪声等处理［14-15］，可得到所需要的加速度时间历程。

通过对典型工况下时域信号进行傅里叶变换来获取相应的功率谱密度和频率分布等。

对于离散时间信号的傅里叶变换，其表达式为
式中：H（ej w）为离散信号序列h（t）的频率；e－j wt为信号虚指数序列。

采用上述变换后，可得到与变换数据对应的实部（Re）、虚部（Im）以及输入序
列长度n，这里定义的功率谱名义均方幅值D可表述为
式（5）的物理含义为单位频率内加速度信号的谱密度值，它反映了输入振动信号的加权密度及其频率成分，同时也反映了在某一时间或频率范围内加速度信号偏离中心位置的程度。

3 箱体振动分析
由于动车组主要处于高速运行状态，且高速状态下的列车运动特性能够反映列车系
统的主要振动特征，因此本文选取列车高速运营时的数据信号进行分析。

线路测试为多个往返历程，工况齐备、测试里程长、数据量较大，基于以上数据特点，采用随机抽样分析的方法对测试信号进行分析研究。

在本次试验中，新轮指新镟修后的轮对，磨耗轮指高速列车在运营一段里程后的轮对状态。

图2给出了高速列车在
武广线某区段运行时的速度信号，从图中选取了高速阶段的采样区段。

图2 列车运营时间速度
3.1 新轮状态
图3给出了测点A的振动响应信号：横向、垂向最大加速度值分别为23.6g、20.1g；从频率分析看，其振动主频分布在频段560～585 Hz，横向振动在频率150 Hz处存在能量较大点。

图4给出了测点B的振动响应信号：横向、垂向最大加速度分别为19.7g、16.0g；从频率分析看，其振动主频分布在频段560～585 Hz，横向振动在频率150 Hz
处存在能量较大点。

这与测点A的频率分布具有一定的相似性。

图3 新轮状态下测点A加速度振动信号
图4 新轮状态下测点B加速度振动信号
从图3和图4中可看出，测点A的振动加速度最大值高于测点B，表明箱体结构
在远离车轴位置的振动有一定程度的衰减。

从振动频率看，振动主频均在频段560～585 Hz，在频率为575 Hz时箱体振动最为激烈；横向振动在频率150 Hz
附近出现振动能量较高点。

3.2 磨耗轮状态
图5给出了磨耗轮状态下测点A的加速度信号时间历程，其横向、垂向加速度最
大值分别为16.1g、15.6g；从频率响应看，横向、垂向振动能量最高点均出现在
频段550～630 Hz，与新轮状态相比，其振动频率带较宽。

图6给出了磨耗轮状态下测点B的加速度信号时间历程，其横向、垂向加速度最
大值分别为18.0g、14.6g；从频率分布看，横向、垂向振动能量最高点均出现在频段550～630 Hz。

图5 磨耗轮状态下测点A加速度振动信号
从图5、图6分析可知，横向、垂向振动主频主要分布在频段450～630 Hz，其
中振动能量最高点出现在565 Hz附近，垂向振动在频率30 Hz附近存在较高能
量点，该振动应与列车轮对的动不平衡有关［6］。

在新轮与磨耗轮状态下，该型箱体横向振动在频率150 Hz附近存在能量较高点，根据文献［16］对高速列车电机分析可知，该振动应与异步电机扭矩有关。

从2种状态下箱体的频谱分析可知，与磨耗轮状态相比，新轮状态下箱体振动频率分布较为集中，在576 Hz处的振动能量远高于其他振动频率。

表1列出了新轮与磨耗轮状态下箱体横向和垂向振动
加速度的最大值。

从齿
图6 磨耗轮状态下测点B加速度振动信号
轮箱体加速度最大值的分析结果看，该型箱体在磨耗轮状态下的振动特性要优于新轮状态。

表1 不同轮对状态下加速度最大值 g状态测点A横向垂向横向垂向测点B 磨耗轮 16.1 15.6 17.9 14.5新轮 23.6 20.1 19.7 16.0
3.3 轮对状态对箱体振动的影响
为分析轮对状态对箱体振动响应的影响程度，本文利用自主研发的数据处理与疲劳强度评估系统，对武广线某区段的测试数据进行处理，即经过加速度振动响应历程的获取、异常信号处理、带通滤波、挑选峰谷值等步骤，利用雨流计数法进行统计，编制一维八级加速度谱，图7、图8分别给出了新轮、磨耗轮状态下箱体不同测点处的加速度谱曲线。

从图7、图8中可知：对于同一测点，在一定幅值范围内横向加速度幅值高于垂向；对于不同测点，测点A的振动加速度幅值高于测点B，这表明振动波在传递的过
程中有所衰减。

为进一步分析轮对状态对该型箱体振动响应的影响程度，定义等效加速度幅值a equ，其计算式为
图7 新轮状态下加速度幅值谱
图8 磨耗轮状态下加速度幅值谱
式中：n i为加速度谱的每一级中幅值a i对应的个数。

根据式（6）可得新轮与磨耗轮状态下的振动情况，见表2。

表2 不同轮对状态下等效加速度幅值状态测点A横向垂向横向垂向测点B 磨耗轮/g 1.93 1.69 1.50 1.26变化率 0.51 0.65 0.51 0.66新轮/g 3.93 4.82 3.08 3.67
从表2中可知，新轮状态下的等效加速度幅值高于磨耗轮状态，其中磨耗轮状态下的横向等效加速度幅值较新轮状态降低约51%，垂向等效加速度幅值降低约66%，表明在本次线路试验中，该型箱体在磨耗轮状态下的振动特性优于新轮状态，分析原因可能为新轮踏面材料性能不稳定，运营一段时间后的磨耗轮踏面更适合于列车的高速运营；新轮状态下的轮轨激励振动主频接近该箱体的固有频率，或与列车镟轮精度有关。

3.4 箱体局部振动分析
表2对不同轮对状态下的等效加速度幅值进行了计算，可获取测点A与测点B之间的振动传递关系，定义等效振动传递系数φequ，其式为
式中：a equ A、a equ B分别为测点A、测点B的等效加速度幅值，根据公式可得不同轮对状态下箱体2测点之间的振动传递系数，见表3。

表3 2测点之间的传递系数?
为验证式（7）的有效性和适用性，本文随机抽取了新轮状态下的2组数据进行分
析处理，根据图3、图4中的频率分析，对数据信号进行带通滤波处理，处理后的一段加速度时间历程见图9。

从图9中可知，A点振动响应明显高于B点，且A点振动响应的相位超前于B点。

通过数值计算软件MATLAB随机获取数据中的测点A和B相对应的极值对，极值对的选取主要选取振动响应较大点，并计算传递系数φ
式中：a A为测点A的加速度极大值；a B为与a A对应的测点B的加速度极大值。

图9 新轮状态下箱体振动加速度时间历程
图10、图11分别给出箱体测点A和测点B横向振动传递系数和垂向振动传递系
数的离散图。

从图10中可以看出，横向振动传递系数主要分布在0.75～0.90之间，在传递系数为0.80附近分布较为密集。

从图11中可知，垂向振动传递系数
主要分布在0.65～0.90之间，在区间0.70～0.85之间分布较为密集，验证了式（7）中的等效振动传递系数具有一定的合理性和适用性，因此，在实际工程应用中，可应用该方法分析结构中不同位置处的振动响应关系。

振动传递系数分布较为离散的原因可能为轮轨激励在不同的振动频率下对箱体振动响应的动力放大因子不同或存在其他振动源的干扰。

图10 横向振动传递系数散点图
图11 垂向振动传递系数散点图
4 模态分析
高速列车齿轮箱结构形状复杂，为了便于有限元分析，忽略箱体局部尺寸较小或影响甚微的部位，采用实体单元进行有限元网格划分齿轮箱，有限元模型见图12。

齿轮箱箱体材料采用铸造铝合金，其材料密度ρ＝2.7×103 kg/m3，弹性模量E
＝75 GPa，泊松比μ＝0.3，其余材料采用低碳合金钢。

计算齿轮箱箱体的固有模态，约束条件施加在箱体与C型支架连接的位置及大齿轮轴承座处，得到齿轮箱
系统前8阶模态，见图13。

结合线路试验与模态分析可知，新轮状态下箱体的振
动主频较为接近箱体第四阶固有频率。

图12 齿轮箱有限元模型
图13 齿轮箱箱体固有频率
根据式（3）可知，当箱体所受的外部激励与其自身的某一阶频率接近时，会产生较大的振动幅值，可能导致齿轮箱发生共振疲劳。

在高速列车运营过程中，应严格观察轮轨激励的变化情况，尽量避免轮轨激励频率与箱体模态的合拍。

5 结论
齿轮箱装置作为高速列车传动系统的重要部件，在高速运营时承受线路激励的冲击作用。

本文通过线路实测振动加速度信号对箱体的振动特性进行了分析研究。

（1）选取箱体在高速运营时新轮与磨耗轮状态下的振动加速度时间历程及其幅值频谱，获得2种运营状态下的加速度最值及振动主频。

（2）应用加速度幅值谱和等效加速度的方法分析了2种状态下箱体振动特性，本次线路试验结果表明，该型箱体在磨耗轮状态下的振动特性要优于新轮，其中等效横向振动幅值降低约51%，等效垂向加速度幅值降低约66%。

（3）在同一测试箱体上，在远离振动源处的振动有所衰减。

研究箱体不同位置之间的振动关系并定义振动传递系数，通过试验数据分析验证该传递系数的有效性和工程适用性。

（4）轮轨激励频率与齿轮箱的某一阶频率接近时，结构会发生共振疲劳，因此，在高速列车的服役过程中应密切关注列车的振动环境，以免造成齿轮箱系统的共振。

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